ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY SÀNG ĐÁ

LỜI NÓI ĐẦU Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Đính Sơn, cũng như các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn. Sinh viên thực hiện Hoàng Ngọc Linh MỤC LỤC Lời nói đầu 1 Mục lục 2 Đặt vấn đề lựa chọn phương án thiết kế 3 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện 10 1.2 Phân phối tỷ số truyền 11 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền Xích 12 2.2 Thiết kế bánh răng 15 2.3 Thiết kế trục 28 2.4 Tính toán chọn ổ 41 2.5 Thiết kế vỏ hộp 48 2.6 Các chi tiết phụ 49 2.7 Bảng dung sai lắp ghép 51 Tài liệu tham khảo 53 ĐẶT VẤN ĐỀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ I.1 Các phương án lựa chọn loại máy và chọn loại máy thiết kế: I.1.1 Phương án 1: Máy sàng với bộ gây rung điện từ: Bộ phận đáng chú ý của loại máy sàng này là bộ gây rung điện từ.Cấu tạo của bộ phận này bao gồm 2 nam châm điện đặt ở 2 đầu,chính giữa 2 nam châm điện là bánh khối lượng bằng thép với 2 lò xo ở hai bên kiểu con lắc lò xo.Khi máy hoạt động,các nam châm điện liên tục đóng ngắt xen kẽ nhau với tần số bằng tần số mong muốn của sàng.Dưới tác dụng của lực điện trường,bánh thép sẽ được hút về phía nam châm đang hoạt động và sẽ dao động qua lại theo thứ tự hoạt động của các nam châm. Hai lò xo hai bên đóng vai trò ngăn chặn va đập,triệt tiêu lực quán tính khi bánh thép đảo chiều, đây mới là mục đích quan trọng nhất của lò xo.Như vậy, khi bánh thép dao động sẽ chỉ chịu tác động của lực điện từ,quá trình đảo chiều diễn ra nhanh gọn hơn. Kết cấu của máy được biểu diễn ở hình 7.Trong đó: 1Thân máy; 2lò xo; 3Bộ gây chấn; 4hai lò xo cùng độ cứng; 5 nam châm điện; 6 bánh thép. Ưu điểm: của loại máy sàng này là kết cấu rất gọn nhẹ,bộ gây chấn tháo lắp dễ dàng,không dây dầu mỡ nên có thể ứng dụng cho nhiều ngành khác như thực phẩm, dược phẩm... Nhược điểm: bộ gây rung chế tạo phức tạp. Hình 7 I.1.2Phương án 2: Máy sàng có bộ gây chấn là hai quả lệch tâm quay ngược chiều: Đây là kiểu máy sàng rung có hướng khá phổ biến, với bộ gây chấn gồm hai trục cam có bánh lệch tâm quay cùng tốc độ, ngược chiều nhau.Khi được truyền cơ năng từ động cơ tới, các bánh lệch tâm sẽ quay nhanh, gây chấn động làm rung mặt sàng, các vật liệu hợp cỡ sẽ lọt qua mắt sàng.Kết cấu máy sàng được biểu diễn trong hình 8.Trong đó: 1 động cơ; 2 lò xo; 3mặt sàng; 4 thân sàng; 5bộ gây chấn. Hình 8 Ưu điểm: Kết cấu đơn giản,dễ vận hành,sữa chữa,các chi tiết chế tạo đơn giản, thích hợp dùng trong dây chuyền khai thác đá. Nhược điểm: So với máy sàng trước,không tìm ra nhược điểm so sánh nào đáng kể ngoài sự hạn chế về mở rộng khả năng công nghệ. I.1.3 Phương án 3: Máy sàng lắc lệch tâm: Bộ gây chấn động là cơ cấu tay quay thanh truyền.Lực phát động từ động cơ truyền qua cơ cấu tay quay, thanh truyền đến thùng sàng.Kết cấu của máy sàng được thể hiện trong hình 9.Trong đó: 1Thân máy; 2nhíp; 3tay quay; 4 thanh truyền. Đối với máy sàng loại này, không tìm ra được ưu điểm vượt trội nào so với hai loại máy sàng đã nêu ở trên. Hình 9 I.1.4 Chọn phương án thiết kế máy: Từ 3 phương án trên, ta thấy chỉ có phương án 2 (máy sàng có bộ gây chấn là 2 quả lệch tâm quay ngược chiều) là phù hợp nhất với mục đích thiết kế và ứng dụng của máy.Do vậy quyết định chọn phương án này làm phương án thiết kế máy. I.2 Tính các thông số cơ bản và các chỉ tiêu kĩ thuật: I.2.1 Kích thước mặt sàng (B×L): Với phương án thiết kế máy sàng này, sau khi tham khảo máy mẫu CM742và các máy cùng dạng của Trung Quốc (2YA1230, 3YA1230) về năng suất, ta chọn kích thước sàng như sau: B × L = 1200 × 3000 (mm) I.2.2 Các thông số dao động hộp sàng: Theo kinh nghiệm, giá trị biên độ dao động a = 2 ÷ 10 mm. Tham khảo biên độ dao động của máy mẫu và của các máy cùng loại do Trung Quốc sản xuất, ta có các số liệu sau: Máy CM742 ( Nga ) : a = 8,5 mm Máy 2YA1230, 3YA1230 ( TQ ) : a = 8 mm Từ các số liệu tham khảo, ta chọn thiết kế máy có biên độ dao động a = 8 mm I.2.3 Tính năng suất sàng: Q = q.F.K1.K2.K3.m , ( m3h ) Trong đó: q năng suất riêng của máy sàng, xác định trong điều kiện chuẩn đối với các lỗ sàng khác nhau ( bảng 1 ), (m2R.m2 ) F diện tích mặt sàng, ( m2 ) K1 hệ số tính đến góc nghiêng mặt sàng, với sàng đặt ngang K1= 1 , K2 hệ số tính đến lượng phần trăm của hạt dưới sàng có trong vật liệu nguồn (đem sàng) Cd ; K3 hệ số tính đến dung lượng phần trăm hạt có kích thước nhỏ hơn một nửa kích thước lỗ sàng có trong vật liệu lớp dưới Cd12 ; m hệ số tính đến sự nạp liệu không đều, loại sàng và dạng hạt. Như đã nói ở trên, khi tính toán năng suất, ta sẽ tính toán năng suất cho hai cỡ sàng lớn nhất và nhỏ nhất của máy thiết kế.Sau đây là các thông số cụ thể: Kích thước lỗ sàng tính năng suất: 5 mm và 50 mm. Phần trăm lượng hạt dưới sàng: Cd = 60% . Phần trăm hạt có kích thước nhỏ hơn một nửa kích thước lỗ sàng: 30% . Diện tích sàng: F = 1200×3000 = 3,6.106 (mm2) = 3,6 (m2). Từ các bảng 4.15, 4.16, 4.17, 4.18 sách “Sổ tay máy xây dựng”, ta tổng hợp lại thành bảng thông số của các trường hợp tính năng suất như sau: Bảng 1 Cỡ sàng (mm) q (m2R.m2) F (m2) K1 K2 K3 m 5 12 3,6 1 1 0,82 0,65 50 70 3,6 1 1 0,82 0,65 Vậy: Đối với cỡ mắt sàng 5mm có năng suất: Q5mm = 12.3,6.1.1.0,82.0,65 = 23 ( m3h ) Đối với cỡ mắt sàng 50mm có năng suất: Q50mm = 70.3,6.1.1.0,82.0,65 = 134 ( m3h ) Với các loại đá dùng trong sản xuất đá dăm, khối lượng riêng của chúng khoảng 2÷3,5 tm3, ta chọn giá trị khối lượng riêng của đá sản xuất là 2,7 tm3 thì năng suất của máy sàng đá: Q5mm = 23.2,7 = 62 ( th ) ; Q50mm = 134.2,7 = 361,8 ( th ); Đối chiếu với năng suất yêu cầu khi thiết kế, ta thấy các thông số này đã đáp ứng được. 1 Tính công suất trên trục công tác: Công suất động cơ bao gồm: công suất động cơ tiêu hao để khắc phục ma sát tại các ổ đỡ N1 và công suất động cơ để truyền dao động cho mặt sàng N2. Công suất để khắc phục ma sát: N1 = ; (kW) Ở đây: f hệ số ma sát trong ổ đỡ; theo baymah thì: với ổ lăn bi lồng cầu: f = 0,003÷0,005 với ổ lăn bi đũa: f = 0,005÷0,008 Ta chọn f = 0,005. R1 bán kính ổ đỡ, sơ bộ chọn R1 = 60 mm = 0,06 m. m khối lượng lệch tâm, m = 240 kg. ω tốc độ góc của khối lệch tâm, chọn sơ bộ ω = 5.2 rads r – bán kính lệch tâm của khối lệch tâm, r = 70 mm = 0,07 m. Suy ra: N1 = (kW) Công suất để truyền dao động cho mặt sàng chính là công của lực kích thích trong một giây, nghĩa là: N2 = (kW) Ở đây: Q =361(tanh) lực kích thích, (N) a biên độ dao động , chọn sơ bộ a = 80 mm = 0,08 m. δ góc lệch pha, khi tính toán sơ bộ, có thể lấy δ = 15º÷30º, theo “Máy và thiết bị sản xuất vật liệu xây dựng”.Ta chọn δ = 20º. Suy ra: N2 = (kW) Vậy, công suất trên trục công tác: • Như vậy bài toán trở về là bài toán thiết kế máy có: 1. Công suất trên trục công tác:P=7(KW) 2. Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vgphút) 3. Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ 4. Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập mạnh, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ. 5. Chế độ tải: T1 = T :T2 = 0,8T t1 = 48 :t2 =12  Số liệu thiết kế: Công suất trên trục công tác:P=7 (KW) Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vgphút) Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ. Chế độ tải: T1 = T :T2 = 0,8T t1 = 48 :t2 =12 Sơ đồ động hệ thống truyền động máy sàn Chức năng: 1 Nối trục đàn hồi: Truyền công suất động cơ vô trục 1 của hộp giảm tốc 2 Hộp giảm tốc: Thay đổi tốc độ để phù hợp với tải 3 Bộ truyền xích ống con lăn: truyền công suất từ đầu ra của hộp giảm tốc vào cơ cấu chấp hành PHẦN B: THIẾT KẾ KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN  Số liệu thiết kế: Công suất trên trục công tác: Pct = 7KW Số vòng quay trục công tác: nct= 50 vg phút 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Công suất cần thiết của động cơ: trong đó: Pct.KA=7.0,963= 6,7431KW là công suất tính toán của trục công tác với và Hiệu suất chung của bộ truyền: Trong đó:hiệu suất bộtruyền xích hiệu suất bộtruyền bánh răng hiệu suất bộtruyền ồ lăn hiệu suất nối trục đàn hồi Với công suất cần thiết của động cơ Pdc = 8,02 KW. Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo 1 ta chọn công suất động cơ P =11KW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau: Loại động cơ Số vòng quay động cơ(vgphút) Tỷ số truyền chung 4A132M2Y3 2907 58,14 4A132M4Y3 1458 29,16 4A160S6Y3 970 19,4 4A160M8Y3 730 14,6 1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn loại động cơ 4A160S6Y3 Với tỷ số truyền chung uch= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo1 ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau: Uhộp giảm tốc= 8 vơí ubr1 = 3,08 Ubr2 = 2,6 Từ đó ta có tỷ số truyền của bộ truyền xích là : Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau: Trục I(Động cơ) II III IV(Công tác) Thông số Công suất(KW) 8,02 7,7 7,39 6,743 Tỷ số truyền 3,08 2,6 2,425 Moment xoắn(Nmm) 78960 233259 582057 1287913 Số vòng quay(vgphút) 970 315,25 121,25 50 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH  Số liệu ban đầu: Công suất P =7,39 KW Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,25 vgphút Moment xoắn: T = 582057 Nmm Tỷ số truyền: u= 2,245 Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt, trục đĩa xích điều chỉnh được. a. Chọn loại xích ống con lăn một dãy. b. Số răng đĩa xích dẫn: Theo bảng 5.4 tài liệu 1 trang 80 ứng với tỷ số truyền u= 2,425 chọn Z1=25.  Z2 =u.Z1 = 2,425. 25 = 60,625  Chọn Z2 = 61 < Zmax= 130. c. Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích : d. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích: K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv Với: Kr =1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ. Ka =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 50 ) pc K0 =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang Kdc =1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích. Kb =1 là hệ số điều kiện bôi trơn. Klv =1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca.  K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv =1,344. Trang bảng 5.6 trang 81 tài liệu tham khảo 1 ta được các hệ số trên. Ta có hệ số vòng quay Chọn n01 =200 tra từ bảng 5.4 trang 181 tài liệu tham khảo3. Và hệ số răng đĩa xích : Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: Kx = 1 e. Từ đó ta có công suất tính toán: Theo bảng 5.4 tài liệu 3 ứng với công suất cho phép P> Pt và số vòng quay thực nghiệm n01=200 ta có được bứơc xích pc =31,75mm. f. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=31,75mm Tra từ bảng 5.2 3 ta có ntới hạn =630 > nbộ truyền=121,25 (vgphút). Ta thấy bước xích vừa chọn trên thoã. g. Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau : Với Po =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu 3 Thế vào biểu thức trên ta có Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên. h. Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn : + Vận tốc trung bình của xích: + Lực vòng có ích : + Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a=40pc =1270mm từ a =(30÷50)pc + Số mắt xích : Ta chọn X=124 mắt xích . + Chiều dài xích: L=X.pc=3937mm. Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác: Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng (0,002÷0,004)a Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a=1269,06mm + Lực tác dụng lên trục: Fr= Km. Ft = 1,15.4607=5298(N) Với Km=1,12 hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm ngang. + Đường kính đĩa xích : Bánh dẫn: Bánh bị dẫn: i. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây: Với i =16 tra bảng 5.6 tài liệu3 j. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn: Với Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu1 F1=Ft=4607 (N) Fv=qm.v2=9,777 (N) Với qm=3,8 (kgm) tra bảng 5.2 tài liệu 1 Fo=Kf .a .qm .g = 6 .1269,06 .3,8 .9,81 =283,85 Với Kf=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang. Với s =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu 3. 2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ. Chế độ tải: T1 = T :T2 = 0,8T t1 = 48 :t2 =12  Chọn vật liệu chế tạo bánh răng : Chọn thép 45 Cr đựơc tôi cải thiện Theo bảng 6.1 tài liệu 1 ta chọn độ rắn trung bình: Bánh dẫn: HB1=240 HB Bánh bị dẫn: HB2=230 HB A. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM Số liệu ban đầu: Công suất P =7,7 KW Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vgphút Moment xoắn: T = 233259 Nmm Tỷ số truyền: u= 2,6 Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ. a. Số chu kỳ làm việc cơ sở. chu kỳ. chu kỳ. Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ b. Số chu kỳ làm việc tương đương: chu kỳ. chu kỳ. chu kỳ. chu kỳ. Vì: Nên ta có hệ số tuổi thọ: c. Theo 6.13 tài liệu 3, ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc: Bánh dẫn : Bánh bị dẫn: d. Ta có giới hạn mỏi uốn: Bánh dẫn : Bánh bị dẫn: e. Ứng suất tiếp xúc cho phép: Với sH=1,1 tra bảng 6.13 3   Chọn giá trị nhỏ trong 2 giá trị trên ta có ứng suất ti61p xúc cho phép: f. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau: Với sF=1,75 tra bảng 6.13 3   g. Do hộp gỉam tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc. Theo bảng 6.15 tài liệu 3 ta chọn: ba =0,4 Khi đó : Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 3 ta có : KH= 1,022 KF= 1,038 h. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 200mm. i. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng: Theo : m= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)  m=0,015 .200=3 Tổng số răng : răng Với Chọn z1=37 răng z2= 13337=96 răng . j. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là: sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=2,6 là 1,15%. k. Các thông số hình học của bộ truyền: o Đường kính vòng chia: d1= z1 . m=37.3= 111 mm d2 =z2 . m=96.3= 288 mm o Đường kính vòng đỉnh: mm mm o Khoảng cách trục: mm o Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: mm. Bánh dẫn: mm o Vận tốc vòng bánh răng: Theo bảng 6.3 3 chọn cấp chính xác là 9. o Xác định giá trị các lực : Bánh dẫn: Lực vòng : Lực hướng tâm: FR1= Ft1.tg=1530N Bánh bị dẫn: Lực vòng : Lực hướng tâm: Fr2= Ft2tg=1471N. l. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: Theo bảng 6.5 3, ta chọn hệ số tải trọng động : Trong đó: hệ số tính đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc. m. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn: o Hệ số dạng răng: Bánh dẫn: Bánh bị dẫn: o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng: Trong đó: Chọn x = 0 tra bảng 9.6 trang 143 tài liệu tham khảo 6  Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn. o Ứng suất uốn tính toán: Do đó độ bền uốn được thoã. B. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH Số liệu ban đầu: Công suất Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 970 vgphút Moment xoắn: Nmm Tỷ số truyền: Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ. a. Số chu kỳ làm việc cơ sở. chu kỳ. chu kỳ. Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ b. Số chu kỳ làm việc tương đương: chu kỳ. chu kỳ. chu kỳ. chu kỳ. Vì: Nên ta có hệ số tuổi thọ: c. Theo 6.13 tài liệu 3, ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc: Bánh dẫn : Bánh bị dẫn: d. Ta có giới hạn mỏi uốn: Bánh dẫn : Bánh bị dẫn: e. Ứng suất tiếp xúc cho phép: Với sH=1,1 tra bảng 6.13 3   Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép: f. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau: Với sF=1,75 tra bảng 6.13 3   g. Do hộp gảim tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc. Ta chọn: ba =0,16 Khi đó : Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 3 ta có : KH= 1,01 KF= 1,045 h. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm. i. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)  ta chọn mn=3 j. Tính góc nghiêng răng  thoã điều kiện sau: 80 FRB nên ta tính toán chọn ổ theo ổ A là ổ chịu lực lớn hơn. Ta có: Tải trọng quy ước: Q= V .FRA .Kt .K Với: V=1 ứng với vòng trong quay. Kt =1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ K=1,3 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ  Q= V .FRB .Kt .K =8511N 3. Do thời gian làm việc của bộ truyền trong hộp giảm tốc lớn nên ta phải chọn tuổi thọ ổ phù hợp bằng cách chia thời gian làm việc của ổ Lh xuống 2 lần. 4. Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: triệu vòng quay 5. Khả năng tải động tính toán: Theo tài liệu 1 ta tiến hành chọn ổ lăn theo Ctt< C với C là giá trị tải trọng động của ổ tra trong phụ lục P2.7 1. Ưng với Ctt =42,237KN ta chọn được ổ 405với các thông số sau: Kí hiệu ô’ d,mm D,mm B,mm r,mm Đưởng kính bi, mm C,KN C0, KN 405 50 110 27 3,0 19,05 48,5 36,6 6. Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là: (triệu vòng) 7. Tuổi thọ ổ tính bằng giờ: giờ 8. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: Chọn một trong hai giá trị lớn nhất Q0=X0.FRA +Y0.Fa =0,6x6547=39282N với:X0=0,6 và Y0=0,5 (bảng 11.6 tài liệu3 ) Q0=FRA=6547N Ta thấy Q0=6547N n=121,25 (vòngphút). Do đó ổ được chọn thoả số vòng quay tới hạn. 2.5 THIẾT KẾ VỎ HỘP: Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi . Vật liệu là gang xám GX1532 . Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn . Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặt biệt. Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10 Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau: Tên gọi Số liệu Chiều dày: Thân hộp Nắp hộp  =8mm 1 =8mm Gân tăng cứng: chiều dày e e =8mm Đường kính: Bulông nền d1 Bulông cạnh ổ d2 Bulông ghép bích nắp và thân d3 Vít ghép nắp ổ d4 Vít ghép nắp cửa thăm d5 d1 =18mm d2 =12mm d3 =12mm d4 =8mm d5 =8mm Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp S3 Chiều dày bích nắp hộp S4 Bề rộng bích nắp và thân K3 S3=17mm S4 =17mm K3 =45mm Mặt đế hộp: Khi đế không có phần lồi S1 S1=24mm Số lượng bulông nền: Z=4 2.6 CÁC CHI TIẾT PHỤ: Vòng chắn dầu: tác dụng ngăn không cho dầu mỡ tiếp xúc nhau Chốt định vị hình côn d =8 mm chiều dài l =44mm Nắp quan sát (tra bảng 18 –5 ) tài liệu 2 ta lấy : A (mm) B (mm) A1 (mm) B1 (mm) C (mm) K (mm) R (mm) Vít Số lượng vít 150 100 190 140 175 120 12 M8x22 4 Nút thông hơi:Chọn M27x2 với các thông số: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 Nút tháo dầu:Chọn M20x2. Các thông số tra trong bảng 187 2. d b m f L c q D S Do M20x2 15 39 3 28 2.5 17.8 30 22 25.4 Que thăm dầu: kích thước tra trong tài liệu 2 trang 96: Kích thước vòng lò xo dùng ở trục tuỳ động tra trong bảng 157 và 158 tài liệu 2 trang 34 và 35. 2.7 BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP: Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc , chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 1. Dung sai va lắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung H7k6 2. Dung sai và lắp ghép ổ lăn: Khi lắp ghép ổ lăn ta lưu ý: Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ,lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục. Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay. Đối với các vòng không quay ta sử dung kiểu lắp có độ hở. Chính vì vậy mà khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ thì ta chọn H7. 3. Dung sai khi lắp vòng chắn dầu: Chọn kiểu lắp trung gian H7js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp. 4. Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn) trên trục tuỳ động: Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8h7 5. Dung sai lắp then trên trục: Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng: Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (m) Sai lệch giới hạn dưới (m) ES es EI ei 28H7k6 +21 +15 0 +2 15 19 34H7k6 +25 +18 0 +2 18 23 40H7k6 +25 +18 0 +2 18 23 55H7k6 +30 +21 0 +2 21 28 Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn; Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (m) Sai lệch giới hạn dưới (m) ES es EI ei 25k6 0 +15 10 +2 25 30k6 0 +18 12 +2 30 50k6 0 +21 15 +2 36 62H7 +30 0 0 15 45 72H7 +30 0 0 15 45 110H7 +35 0 0 20 55 Bảng dung sai lắp ghép then: Kích thước tiết diện then bxh Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1 Sai lệch giới hạn trên bạc t2 P9 D10 6x6 0,042 +0,078 +0,030 +0,1 +0,1 10x8 0,051 +0,098 +0,040 +0,2 +0,2 12x8 0,018 +0,120 0,050 +0,2 +0,2 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ, tập 1. 2 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ, tập 2. 3 Nguyễn Hữu Lộc CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY. 4 Trần Hữu Quế – VẼ KỸ THUẬT CƠ KHÍ tập 1, tập 2. 5 Ninh Đức Tốn – DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP. 6 Nguyễn Văn Yến, Vũ Thị Hạnh – GIÁO TRÌNH CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY.

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể

bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Đính Sơn, cũng như các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện

Hoàng Ngọc Linh

MỤC LỤC

Lời nói đầu 1

Mục lục 2

Đặt vấn đề lựa chọn phương án thiết kế 3

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện 10

1.2 Phân phối tỷ số truyền 11

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền Xích 12

2.2 Thiết kế bánh răng 15

2.3 Thiết kế trục 28

2.4 Tính toán chọn ổ 41

2.5 Thiết kế vỏ hộp 48

2.6 Các chi tiết phụ 49

2.7 Bảng dung sai lắp ghép 51

Tài liệu tham khảo 53

ĐẶT VẤN ĐỀ - LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ I.1- Các phương án lựa chọn loại máy và chọn loại máy thiết kế:

I.1.1- Phương án 1: Máy sàng với bộ gây rung điện từ:

Bộ phận đáng chú ý của loại máy sàng này là bộ gây rung điện từ.Cấu tạo của bộphận này bao gồm 2 nam châm điện đặt ở 2 đầu,chính giữa 2 nam châm điện là bánhkhối lượng bằng thép với 2 lò xo ở hai bên kiểu con lắc lò xo.Khi máy hoạt động,cácnam châm điện liên tục đóng ngắt xen kẽ nhau với tần số bằng tần số mong muốn củasàng.Dưới tác dụng của lực điện trường,bánh thép sẽ được hút về phía nam châm đanghoạt động và sẽ dao động qua lại theo thứ tự hoạt động của các nam châm

Hai lò xo hai bên đóng vai trò ngăn chặn va đập,triệt tiêu lực quán tính khi bánh thépđảo chiều, đây mới là mục đích quan trọng nhất của lò xo.Như vậy, khi bánh thép daođộng sẽ chỉ chịu tác động của lực điện từ,quá trình đảo chiều diễn ra nhanh gọn hơn.Kết cấu của máy được biểu diễn ở hình 7.Trong đó: 1-Thân máy; 2-lò xo; 3-Bộ gâychấn; 4-hai lò xo cùng độ cứng; 5- nam châm điện; 6- bánh thép

Ưu điểm: của loại máy sàng này là kết cấu rất gọn nhẹ,bộ gây chấn tháo lắp dễ

dàng,không dây dầu mỡ nên có thể ứng dụng cho nhiều ngành khác như thực phẩm,dược phẩm

Nhược điểm: bộ gây rung chế tạo phức tạp.

Hình 7

I.1.2-Phương án 2: Máy sàng có bộ gây chấn là hai quả lệch tâm quay ngược chiều:

Đây là kiểu máy sàng rung có hướng khá phổ biến, với bộ gây chấn gồm hai trụccam có bánh lệch tâm quay cùng tốc độ, ngược chiều nhau.Khi được truyền cơ năng từ

động cơ tới, các bánh lệch tâm sẽ quay nhanh, gây chấn động làm rung mặt sàng, cácvật liệu hợp cỡ sẽ lọt qua mắt sàng.Kết cấu máy sàng được biểu diễn trong hình8.Trong đó: 1- động cơ; 2- lò xo; 3-mặt sàng; 4- thân sàng; 5-bộ gây chấn.

1

2

3 4

5

Hình 8

Ưu điểm: Kết cấu đơn giản,dễ vận hành,sữa chữa,các chi tiết chế tạo đơn giản, thích

hợp dùng trong dây chuyền khai thác đá

Nhược điểm: So với máy sàng trước,không tìm ra nhược điểm so sánh nào đáng kể

ngoài sự hạn chế về mở rộng khả năng công nghệ

I.1.3 - Phương án 3: Máy sàng lắc lệch tâm:

Bộ gây chấn động là cơ cấu tay quay - thanh truyền.Lực phát động từ động cơtruyền qua cơ cấu tay quay, thanh truyền đến thùng sàng.Kết cấu của máy sàng đượcthể hiện trong hình 9.Trong đó: 1-Thân máy; 2-nhíp; 3-tay quay; 4- thanh truyền

Đối với máy sàng loại này, không tìm ra được ưu điểm vượt trội nào so với hai loạimáy sàng đã nêu ở trên

Hình 9

I.1.4 - Chọn phương án thiết kế máy:

Từ 3 phương án trên, ta thấy chỉ có phương án 2 (máy sàng có bộ gây chấn là 2quả lệch tâm quay ngược chiều) là phù hợp nhất với mục đích thiết kế và ứng dụng củamáy.Do vậy quyết định chọn phương án này làm phương án thiết kế máy

I.2/ Tính các thông số cơ bản và các chỉ tiêu kĩ thuật:

I.2.1 Kích thước mặt sàng (B×L):

Với phương án thiết kế máy sàng này, sau khi tham khảo máy mẫu CM-742vàcác máy cùng dạng của Trung Quốc (2YA1230, 3YA1230) về năng suất, ta chọn kíchthước sàng như sau:

B × L = 1200 × 3000 (mm)

I.2.2 Các thông số dao động hộp sàng:

Theo kinh nghiệm, giá trị biên độ dao động a = 2 ÷ 10 mm Tham khảo biên độ dao

động của máy mẫu và của các máy cùng loại do Trung Quốc sản xuất, ta có các số liệusau:

Máy CM-742 ( Nga ) : a = 8,5 mm Máy 2YA1230, 3YA1230 ( TQ ) : a = 8 mm

Từ các số liệu tham khảo, ta chọn thiết kế máy có biên độ dao động a = 8 mm

I.2.3 Tính năng suất sàng:

K1- hệ số tính đến góc nghiêng mặt sàng, với sàng đặt ngang K1= 1 ,

K2- hệ số tính đến lượng phần trăm của hạt dưới sàng có trong vật liệu nguồn (đem sàng) Cd ;

K3- hệ số tính đến dung lượng phần trăm hạt có kích thước nhỏ hơn một nửa kích thước lỗ sàng có trong vật liệu lớp dưới Cd1/2 ;

m- hệ số tính đến sự nạp liệu không đều, loại sàng và dạng hạt.

Như đã nói ở trên, khi tính toán năng suất, ta sẽ tính toán năng suất cho hai cỡ sàng lớnnhất và nhỏ nhất của máy thiết kế.Sau đây là các thông số cụ thể:

Kích thước lỗ sàng tính năng suất: 5 mm và 50 mm.

Phần trăm lượng hạt dưới sàng: Cd = 60%

Phần trăm hạt có kích thước nhỏ hơn một nửa kích thước lỗ sàng: 30%

Q50mm = 70.3,6.1.1.0,82.0,65 = 134 ( m3/h )

Với các loại đá dùng trong sản xuất đá dăm, khối lượng riêng của chúng khoảng2÷3,5 t/m3, ta chọn giá trị khối lượng riêng của đá sản xuất là 2,7 t/m3 thì năng suất củamáy sàng đá:

Q5mm = 23.2,7 = 62 ( t/h ) ;

Q50mm = 134.2,7 = 361,8 ( t/h );

Đối chiếu với năng suất yêu cầu khi thiết kế, ta thấy các thông số này đã đáp ứngđược

1- Tính công suất trên trục công tác:

Công suất động cơ bao gồm: công suất động cơ tiêu hao để khắc phục ma sát tại các ổ

đỡ N1 và công suất động cơ để truyền dao động cho mặt sàng N2

Công suất để khắc phục ma sát:

N1 =

1000

.

Ở đây: f- hệ số ma sát trong ổ đỡ; theo baymah thì:

với ổ lăn bi lồng cầu: f = 0,003÷0,005với ổ lăn bi đũa: f = 0,005÷0,008

Ta chọn f = 0,005

R1- bán kính ổ đỡ, sơ bộ chọn R1 = 60 mm = 0,06 m

m- khối lượng lệch tâm, m = 240 kg

ω - tốc độ góc của khối lệch tâm, chọn sơ bộ ω = 5.2 rad/s

r – bán kính lệch tâm của khối lệch tâm, r = 70 mm = 0,07 m.Suy ra:

1000

07 , 0 2 , 5 240 06 , 0 005 ,

a sin

Ở đây: Q =361(tan/h) - lực kích thích, (N)

a- biên độ dao động , chọn sơ bộ a = 80 mm = 0,08 m

δ- góc lệch pha, khi tính toán sơ bộ, có thể lấy δ = 15º÷30º, theo

“Máy và thiết bị sản xuất vật liệu xây dựng”.Ta chọn δ = 20º

Suy ra:

N2 = 6 1

1000

20 sin 08 , 0 2 5 10

= (kW)Vậy, công suất trên trục công tác:

)KW(793

.0

1.63262.0n

NN

 Như vậy bài toán trở về là bài toán thiết kế máy có:

1 Công suất trên trục công tác:P=7(KW)

2 Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vg/phút)

3 Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ

4 Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập mạnh, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.

5 Chế độ tải:

T1 = T :T2 = 0,8T t1 = 48 :t2 =12

 Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục công tác:P=7 (KW)

Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vg/phút)

Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.

Chế độ tải:

T1 = T :T2 = 0,8T t1 = 48 :t2 =12

PHẦN B: THIẾT KẾ - KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN

K P

12 ) T

T 8 , 0 ( 48 ) T

T ( ti

ti ) T

Ti ( K

2 2

2

∑

= +

OL

2 br

η

Trong đó:hiệu suất bộtruyền xíchηX =0 , 93

hiệu suất bộtruyền bánh răng ηbr =0 , 97 hiệu suất bộtruyền ồ lăn ηOL =0 , 99 hiệu suất nối trục đàn hồi ηOL =0 , 99

) KW ( 02 , 8 K P P

η

Với công suất cần thiết của động cơ Pdc = 8,02 KW

Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] ta chọn công suất động cơ P =11KWvới số vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau:

Loại động cơ Số vòng quay động

Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn loại động cơ 4A160S6Y3

Với tỷ số truyền chung uch= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1] ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau:

u u

hopgiamtoc

chung

Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:

61 Z

Z u

Kr =1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ

Ka =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 50 ) pc

K0 =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang

Kdc =1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích

Kb =1 là hệ số điều kiện bôi trơn

Klv =1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca

 K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv =1,344

Trang bảng 5.6 trang 81 tài liệu tham khảo [1] ta được các hệ số trên.

Ta có hệ số vòng quay 1 , 649

25 , 121

200 n

n K

Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: Kx = 1

e Từ đó ta có công suất tính toán:

1,344.1,649.1.7,39

16,3781

t

x

K K K P P

K

Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> Pt và số vòng quay thực nghiệm n01=200 ta có được bứơc xích pc =31,75mm

f Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=31,75mm

Tra từ bảng 5.2 [3] ta có ntới hạn =630 > nbộ truyền=121,25 (vg/phút) Ta thấy bước xích vừa chọn trên thoã

g Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau :

3

1 1

.600

[ ]

c

x

P K p

Z n Po K

³

Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3]

Thế vào biểu thức trên ta có 3

Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên

h Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :

+ Vận tốc trung bình của xích: 1

1,604( / )60000

Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống mộtđoạn bằng (0,002÷0,004)a

Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a=1269,06mm

7 , 0 d d

mm 66 , 252 Z

p d

c 1

1

1 c 1

= +

, 0 d d

mm 49 , 616 Z

p d

c 2

2

2 c 2

= +

25,121.25X15

n.Z

Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3]

j Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

Fo Fv F

Q s

=

Với Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu[1]

F1=Ft=4607 (N)Fv=qm.v2=9,777 (N)Với qm=3,8 (kg/m) tra bảng 5.2 tài liệu [1]

Fo=Kf a qm g = 6 1269,06 3,8 9,81 =283,85

Với Kf=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang

] s [ 06 , 18 Fo Fv F

Q s

⇒

1

>

= + +

=

Với [s] =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [3]

2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG

ĐỘNG CƠ MÁY SÀN

1 2

3

Chú thích : 1 nối trục đàn hồi

2 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi

3 Bộ truyền xích ống con lăn

T1

T2

Sơ đồ tải trọng

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.

Chế độ tải:

T1 = T :T2 = 0,8T

t1 = 48 :t2 =12

 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :

Chọn thép 45 Cr đựơc tơi cải thiện

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:

Bánh dẫn: HB1=240 HB Bánh bị dẫn: HB2=230 HB

A TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

Số liệu ban đầu:

Công suất P =7,7 KW

Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vg/phút

Moment xoắn: T = 233259 Nmm

Tỷ số truyền: u= 2,6

Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ

a Số chu kỳ làm việc cơ sở.

2 , 4 2 , 4 7

3 1

2 , 4 2 , 4 7

4 2

Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ

b Số chu kỳ làm việc tương đương:

lim

δ

Bánh dẫn : δOHlim1 =2 HB +70 =550 MPaBánh bị dẫn: δOHlim2 =2 HB +70 =530 MPa

d Ta có giới hạn mỏi uốn:

HB 8 , 1

lim

δ

Bánh dẫn : δOFlim1 =1 , 8 HB=432 MPaBánh bị dẫn: δOFlim2 =1 , 8 HB=414 MPa

e Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ] HL

H

lim OH

s

9 , 0

1 HL H

1 lim OH 1

2 HL H

2 lim OH 2

1 lim OF 1

δ

s FL 2 F

2 lim OF 2

H 1

K.T)1u(50a

δ ψ

022 , 1 233259 )

1 6 , 2 (

+

=

Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 200mm

i Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng:

Theo : m= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)

 m=0,015 200=3

Tổng số răng :

133 3

200 2 m

a 2 z

133 u

1

z z

+

= +

z u

1

2 =

= sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=2,6 là 1,15%

k Các thông số hình học của bộ truyền:

d 1 = 1+ = mm

294 m 2 d

d 2 = 2+ = mm

2

)u1(m.z

25,315.111.60000

n.d

1

1 1

Lực hướng tâm: FR1= Ft1.tg=1530NBánh bị dẫn:

d

T 2 F

2

2 2

Lực hướng tâm: Fr2= Ft2tg=1471N

l Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

b

) 1 u (

K T 2 d

Z

Z

.

Z

H w

H 1

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc

m Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o Hệ số dạng răng:

37

2 , 13 47 , 3 Z

2 , 13 47 , 3 Y

2 , 13 47 , 3 Y

2

o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

45 , 64 Y

] [

1 F

1 F

=

δ

53 , 65 Y

] 2 [

2 F

F F

Y Y

=

=

 Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

o Ứng suất uốn tính toán:

MPa 86 , 246 ] [ MPa 79

≈ m

b

K K F Y

1 n

1 w

Fv F 1 t 1

Do đó độ bền uốn được thoã

B TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

Số liệu ban đầu:

Công suất 4 , 01 KW

2

02 , 8

u u

x 1 br

ch 1

Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ

a Số chu kỳ làm việc cơ sở.

2 , 4 2 , 4 7

3 1

2 , 4 2 , 4 7

4 2

Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ

b Số chu kỳ làm việc tương đương:

lim

δ

Bánh dẫn : δOHlim1 =2 HB +70 =550 MPaBánh bị dẫn: δOHlim2 =2 HB +70 =530 MPa

d Ta có giới hạn mỏi uốn:

HB 8 , 1

lim

δ

Bánh dẫn : δOFlim1 =1 , 8 HB=432 MPaBánh bị dẫn: δOFlim2 =1 , 8 HB=414 MPa

e Ứng suất tiếp xúc cho phép:

H

lim OH

s

9 , 0

1 HL H

1 lim OH 1

2 HL H

2 lim OH 2

1 lim OF 1

δ

s FL 2 F

2 lim OF 2

H 1

K.T)1u(43a

δ ψ

β

+

=

130 , 6 mm

07 , 3 82 , 441 16 , 0

01 , 1 39480 )

1 07 , 3 (

+

=

Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm

i Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)

 ta chọn mn=3

j Tính góc nghiêng răng  thoã điều kiện sau: 8 0 <<15 0

) 1 u (

m

15 cos a 2

≥ Z

≥ ) 1 u (

m

8 cos a 2

n

0 w

1 n

0 w

+ +

07 , 20

≥ Z

≥ 7 ,

z u

a.2

Z)

1u.(

22 ).

1 09 , 3 (

3 arccos + =

m Các thông số hình học của bộ truyền:

o Đường kính vòng chia:

mm 42 , 78 2 10 cos

22 3 cos

Z m

β

mm 83 , 241 2

10 cos

22 3 cos

Z m

d 1 = 1+ n = mm

83 , 247 m

2 d

d 2 = 2 + n = mm

cos 2

) u 1 ( m z

+

1

1 1

cos

tg F

F t 1 1

β α

Lực dọc trục: Fa1 =Ft1 tgβ =642 NBánh dẫn:

d

T 2 F

2

2 2

cos

tg F

F t 2 2

β α

2 , 10 sin 6 , 25 m

.

sin

u b

) 1 u (

K T 2 d

Z Z Z

w

H 1 1

w

H M H

1 1

α

523 , 1 ) sin(

cos 2 Z

tw

α β

20 tan arctan cos

KH=KH KH KHv =1,266

δH =268 , 6 MPa<[δ]H =441 , 82 MPa

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc

o Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o Xác định số răng tương đương

65 , 36 ) (cos

2

o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

45 , 64 Y

] [

1 F

1 F

=

δ

08 , 66 Y

] 2 [

2 F

=

δ

 Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

o Ứng suất uốn tính toán:

n w

F t F

Y Y K F

δ =

Với: KF =KFα KFβ KFv =1 , 223

83 , 3

YF1 =

582 0 718 , 1

1 1

Do đó độ bền uốn được thoã

Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

Bánh răng

Thông số

Bánhdẫn bị dẫnBánh dẫnBánh bị dẫnBánhKhoảng cách

Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu :

Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

Mức dầu thấp nhất ngập (0,7 ÷2) chiều cao răng (h2=2,25m) của bánh răng 2, nhưng ít nhất là 10mm

Khoảng cách giữa mức dấu thấp nhất và cao nhất là: